大红鹰,SF-4H振动筛式花生收获机(带CAD图）带机械图
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大红鹰,SF-4H振动筛式花生收获机(带CAD图）带机械图,大红,SF,振动筛,花生,收获,CAD,机械
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分 类 号 密 级 宁宁波大红鹰学院毕业设计(论文)SF-4H 振动筛式花生收获机所在学院机械与电气工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级xx 机自 x 班姓 名学 号指导老师 2017 年 3 月 31 日II诚诚 信信 承承 诺诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文） SF-4H 振动筛式花生收获机均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： (手签) (手签) 2017 年 3 月 31 日摘 要本文对SF-4H振动筛式花生收获机的设计研究和应用进行了深入的介绍和分析，设计了分离组合式SF-4H振动筛式花生收获机。对该机的主要参数进行了选择设计，主要零部件的设计进行了机构、结构优化和理论设计计算。花生是地下产物，而且是块茎繁殖， 并且其收获和季节、天气等客观条件有很大的关系。因为花生的收获费力费时、季节性强且劳动强度大，从而给农民造成极大的收获困难。为了解决上述问题，本文就国内外SF-4H振动筛式花生收获机的现状、SF-4H振动筛式花生收获机的研究和应用进行实际介绍和分析，巧妙地设计了分离组合式SF-4H振动筛式花生收获机。对该收获机的主要参数进行了选择，对主要零部件的设计进行了合理的理论计算，设计出的新型SF-4H振动筛式花生收获机具有了更良好的性能，更好的适应了现代农业生产力，极大地解决了劳动生产力。关键词：花生；收获机；结构优化；机械化；精密化IVAbstractIn this paper, the design and application of SF-4H vibrating screen peanut harvester are introduced and analyzed in detail, and the separation and combination type SF-4H vibrating screen type peanut harvester is designed. The main parameters of the machine are selected and designed. The design of the main parts is made up of mechanism, structure optimization and theoretical calculation. Peanut is a kind of underground product, and it is a kind of tuber, and it has a great relationship with the objective conditions, such as harvest, season and weather. Because the peanut harvest time consuming, seasonal and strong labor intensity, thus causing great difficulties to farmers. In order to solve the above problems, the present situation of SF-4H at home and abroad, vibration of vibrating screen SF-4H type peanut harvester research and application of sieve type peanut harvester were introduced and the actual analysis, cleverly designed separation combined SF-4H vibration sieve type peanut harvester. The main parameters of the harvester were selected, the design of the main parts of a reasonable calculation theory, has the better performance of the new type peanut harvester design SF-4H vibration sieve, better adapted to the modern agricultural productivity, greatly solve the labor productivity.Key words: peanut; harvester; structure optimization; mechanization; precisionV目 录摘摘 要要.IIIABSTRACT .IV目目 录录.V1 绪论绪论.11.1 国内 SF-4H 振动筛式花生收获机的现状分析.21.2 国外 SF-4H 振动筛式花生收获机的发展现状.31.3 收获机的发展趋势 .52 总体方案的设计总体方案的设计.62.1 整体布局的设计 .62.2 工作原理 .73 传动比的确定与减速器的选择传动比的确定与减速器的选择.83.1 传动比的确定 .83.2 减速器的选择 .84 带轮和链轮的设计带轮和链轮的设计.104.1 带轮的设计 .104.2 链轮的设计 .154.2.1 链轮的设计目的.154.2.2 链轮的设计.154.3 链轮材料的选择 .174.4 链轮机构的尺寸计算 .175 联轴器的选择及其轴的设计联轴器的选择及其轴的设计.205.1 联轴器的选择 .205.2 联轴器上轴的设计 .206 链轮轴的设计和校核链轮轴的设计和校核.226.1 链轮轴的设计 .226.2 链轮轴的校核 .227 抖动轮的设计抖动轮的设计.247.1 抖动轮的作用.247.2 抖动轮的结构.24VI7.3 抖动轮运转速度说明.248 轴承座的设计及说明轴承座的设计及说明.258.1 轴承座的作用.258.2 轴承座的设计.258.3 轴承座安装时需要注意的问题.258.4 轴承座的养护问题.269 端盖的设计说明端盖的设计说明.279.1 端盖的作用说明.279.2 端盖的设计.279.3 轴承端盖的安装说明.2710 分离输送器的设计分离输送器的设计.2810.1 分离输送器的机构及工作过程 .2810.2 杆条参数的确定 .2910.3 分离输送器线速度的确定 .3011 挖掘铲的设计挖掘铲的设计.3211.1 挖掘铲的构成 .3211.2 挖掘铲的设计 .3212 地轮和机架的设计地轮和机架的设计.3412.1 地轮的设计 .3412.2 机架部分的设计 .34结论结论.36参考文献参考文献.37致致 谢谢.391 绪论11 绪论花生的营养价值极其高，市场潜力巨大。在国外，大约占 45%的花生加工成为食品后进入消费市场。而在中国国内，一向被国人视为不能登大雅之堂的花生也堂而皇之在市场上风靡流行起来。在北京、上海、广州、成都和重庆等全国大中城市，以花生条、花生泥巴为基本材料的麦当劳、肯德基食品已占据我国快餐市场的半壁江山，而从其他渠道进口的其它油炸薯片或膨化食品等也不断滚滚而来。致使花生的地位在人们心目中的地位直线上升。甚至，中国农科院副院长屈东玉博士在曾经召开的中国花生学术年会上指出：“花生是一种适应性强、产量很高、经济价值巨大大的作物，应该把花生主要产区列入国家粮食商品粮基地，享受与水稻、小麦等商品粮基地同样的财、税待遇，这必定是保证我国粮食安全的重要有效手段。 ”花生作为经济产物，种植面积越来越大，而传统的花生收获方法不但费事费时，劳动强度大而且季节性强，因此给农民造成极大的困难。花生种植区大部分在山坡和山腰地区，农民对 SF-4H 振动筛式花生收获机器的要求已经十分迫切，落后的人工收获方式造成花生冻坏和减产等不必要的损失。为了解决上述问题，推广实用小型 SF-4H振动筛式花生收获机势在必行。应用 SF-4H 振动筛式花生收获机可以大大的提高收获效率，降低劳动者的劳动强度，增收增产，极大地减少收获损失，为我国花生生产奠定良好的基础，根据我国 SF-4H 振动筛式花生收获机械多年研制生产经验可以看出， 意大利、日本、美国、英国、德国等国外机器适应于垄作，很难适应我国平作种植模式。各类型机械需要进行多收获季节、多地域的田间试验，才能提高适应性，更好的提高机械效率，完成各种生产工作。花生是我国主要经济作物之一。发展花生生产，对优化调整农业产业结构、加速脱贫致富及地区经济平衡发展具有十分重要的意义。由于花生为地下产物, 且是块茎繁殖, 其收获方式以收获机械为主导。SF-4H 振动筛式花生收获机可以大大提高收获效宁波大红鹰学院毕业设计（论文）2率,减少损失, 降低劳动强度, 为花生生产奠定良好的基础。但是收获方式的落后极大的限制了花生的生产发展。为促进花生生产的良好发展，解决机械化收获问题已经迫在眉急。SF-4H 振动筛式花生收获机械化的关键矛盾是机器性能要求与配套动力之间的矛盾。鉴于动力的限制，与 14kw 以下拖拉机配套机器的性能要求不宜功能全部都一样，只要完成起薯块步骤环节，让署块基本露于地面即可，其他工序可以通过人工拾起完成。从发展来看这类机械作为与农村具有的小型拖拉机相配套的过渡性机型可以予以开发、推广。根据近年来花生种植面积的不断增加，对花生收获的机械化水平的需求越来越大。因此，SF-4H 振动筛式花生收获机的大力推广对于现代农业的发展，尤其是花生的生产具有巨大的现实意义和历史意义。 1.1 国内 SF-4H 振动筛式花生收获机的现状分析近年来,国内市场上也出现了一些此类机械，比如大蒜收获机。这个机器就有对行松土铲式和不对行平铲式输送方式等多种收货方式。但大多数机型在质量可靠性和适应性方面仍然地存在着不同程度的一些问题,主要体现在两个方面,一方面是损伤作物的问题,因为像大蒜、生姜、荸荠等此类作物,收获时表面比较鲜嫩，容易破损。而且损伤后会严重影响销售价格;二是适应性很差,因各地农业工艺有很大的不同,行距及株距存在着差异,更重要的问题是机器很容易出现故障吗，因此此类机具难以满足生产要求。如今，我们国家机械工业部联合发布了农业机械的中长期发展规划，具体涉及到我国农业机械的发展现状以及今后的发展要求及标准，明确的提出我国农业机械的发展一定要适应现代农业的发展，向机械化、智能化、微型化、精密化发展，以更好的促进现代农业的健康、有序、多元化发展。目前国内块茎作物的机械化生产还有很长的路要走,不仅需要科研部门、政府部门及企业的大力科研投入,还牵涉到农民的认识、接受和具体操作问题。近年来，由于进口农机具价格较高,农民难以接受其昂贵的价格,块茎收获机械还是要走国产化道路,而且还要根据中国实际国情,不能盲目照搬照抄，否则只能自食其果，1 绪论3极大地阻碍现代农业机械的良性发展。主机利用现有的机型,如三轮车、田园管理机器、手扶拖拉机及四轮拖拉机,对国外的机型原理加以积极消化吸收,研制生产出适合中国国情的机器。国外发达国家（如日本、德国、美国、英国、法国、意大利、匈牙利等国）地下作物的收获已完全实现机械化，对于长根作物（花生、萝卜、山药等）和断根作物（洋葱、大蒜等）都有不同的收获机械，工艺都十分的先进，但机械价位比较较高，全部引进国内实在让农民无法接受，例如，意大利产的 DSC-120 和日本宝田公司产的DCL-130 型土豆收获机，大多用于沙壤土作业，这些设备不太适应我国地下作物种植的农艺要求和土壤状况。根据以上的分析，在国内外现有的机械基础上，结合我国国情和农村市场的实际情况，分析出国内块茎类作物的土壤的物理特性以及农艺要求标准从而研制出类收获机。综观国内外收获机的发展特点及外部环境，结合我国现代农业的发展方向，有关专家预测未来收获机的主要发展趋势是：（1） 开发高效、节能、可靠、环保型产品的收获机。（2） 通用性及安全性是产品发展的重要目标。（3） 操作简单，上手快，容易接受是现实农业发展的导向。（4） 大型化与小型化仍是产品系列化的两极方向。（5） 技术进步、科技创新和售后服务将成为企业生存的三大关键因素。1.2 国外 SF-4H 振动筛式花生收获机的发展现状国外块茎收获机械化收获起步比较早、发展比较快、技术水平比较高。20 世记初，欧美国家就出现了畜力牵引收获机来代替手锄挖掘块茎、随后改由拖拉机牵引或悬挂。20 年代末出现了抛掷轮式、升运链式和块茎收获机。在 20 世纪 40 年代初，冷战期间，前苏联、美国就开始研制、推广应用块茎收获机械，50 年代末就已经基本实现了机械化。7080 年代，德、英、法、意大利、瑞士、波兰、瑞典、匈牙利、日本和韩国也宁波大红鹰学院毕业设计（论文）4相继实现了块茎作物生产机械化。70 年代主要是研制大功率根块作物联合收获机，且以收获垄作种植为主。这些机型是大功率拖拉机变型，如荷兰在拖拉机基础上按照甜菜联合收获机的原理制成的双行花生联合收获机，为了加强筛选效果，分离器就有四个液压泵带动。美国在 1948 年以前用收获机来收获块茎，然后采取人工捡拾，直到 1967 年，开始使用联合收获机。 20 世纪 90 年代，美国已基本实现了块茎收获机械化。前苏联是生产块茎作物收获机最早的国家，生产许多半悬挂式机型，譬如如 KKY2 型、KOK2 型、KKP2 型、KOJ-3 型等块茎作物联合收获机，机器体积比较庞大笨重，到 20 世纪 90 年代初，块茎收获机共有 16 种机型，其中 10 种是联合收获机，90 年代中期，开始生产自走式联合收获机，其劳动生产率比其它行收获机提高 1 倍。近年来，欧美的 SF-4H 振动筛式花生收获机型仍然是以大功率机组为主。这些机型只能在大面积土地上使用，不适用于中小地块。有些国家和地区生产一些小型收获机械，日本在1955 年以前使用畜力挖掘犁，1955 年196 年生产悬挂式抛掷式收获机，如意大利的SP100 机型为小型垄作收获机械。在亚洲生产 SF-4H 振动筛式花生收获机械的国家比较少，在日本有一些小型机械。70 年代开始引进英国、美国等发达国家的联合收获机，并研制适合日本国情的联合收获机。对于根菜（萝卜、家山药、胡萝卜等）机械收获的研究从 1960 年开始，近几年韩国、日本、新加坡生产了一些小型 SF-4H 振动筛式花生收获机，如韩国高山机械工业公司生产的小型单行和双行土豆、红薯收获机械。日本对生姜收获机械已经研制多年并有了一些成熟的机型,第一代机型只把根茎拔出地面,减轻了农民从地下挖出生姜的劳动量。据有关材料介绍,现在第二代机型已经研制成功并已经开始投入使用,它是一种从收获到清理到包装的联合作业机械，其技术已经相当成熟。而在韩国,对根茎收获机械的研制也取得了较大的成果,他们生产的一种配套于田园机器的大蒜收获机,采用振动的原理,缓冲了阻力,并对根茎上附着的土块起到疏松和抖动的作用,是一种轻型高效的机器。发展中国家基本上采用挖掘犁和收获机进行收获作业,发达国家的块茎作物收获已1 绪论5基本实现了机械化联合作业。如德国、美国的联合收获机在自动化控制块茎分离以及减少块茎作物损伤等方面都有独到之处。东洋农机公司、日本三 A 公司久保田公司等都生产适合小地块作业的中小型自走式块茎作物收获机9。1.3 收获机的发展趋势（1）向适应性，通用性发展如采取在一台块茎收获机上换装不同型号的分离装置，清选装置，摘果装置13。采用可互换的圆盘割刀式和分离滚筒式分离机构机构,可用于花生、洋葱等多种根茎类作物的联合收获,实现一机多并用。采用通用性好的果秧分离机构，适用于不同种类根茎类作物的果实与秧蔓的结构、尺寸、形状将两者分离，以适应多种作物和多种形式块茎作物的收获要求。（2）向智能化方向发展我国的农机产品要想达到农业生产上的精耕细作，并追赶国际水平，就必须在智能化上下功夫14，给农机产品配备精准的多功能的农业系统已经成为农机发展的潮流，经济作物的耕作机械应重点开发根作物的收获，以解决种植面积不断扩大的花生，大蒜，胡萝卜，花生等块茎类果实的挖掘类挖掘分离问题和机械输送。（3）向多功能联合型机械发展增加农业机械的使用方向，避免机械的单一性，实现一机多用,可用于花生、大蒜等多种根茎类作物的联合收获等作业联合在一起，并可增加其收割功能，以提高机具利用率15。（4）简化操作简化操作减少辅助工作时间， 提高工作速度这是提高收获作业生产率的又一方式，如在可能的前提下尽量增大集果箱的容积，减少装卸的次数，其底部采用可打开的形式，以加快其收获完毕后清扫的时间。（5）向精量化农业机械发展宁波大红鹰学院毕业设计（论文）6开发安装有精量收获的传感器以达到提高收获率的目的。2 总体方案设计72 总体方案的设计2.1 整体布局的设计其传动图如图 2-1：1、万向联轴 2、链轮 3、减速器 4、动力输出轴 5、输送链驱动轴 6、振动筛轴图 2-1 传动图其总体结构图如图 2-2：1、V 带轮 2、V 带 3、机架 4、抖动轮 5、减速器 6、联轴器 7、悬挂架 8、挖掘铲 9、链轮 10、传动链 11、地轮图 2-2 总体结构图宁波大红鹰学院毕业设计（论文）82.2 工作原理本机主要由 V 带、减速器、抖动轮、机架、挖掘铲、传动链、地轮构成。拖拉机产生动力通过减速器和带轮将所需要的动力传送到链轮上，链轮带动链条从而带动分离装置运动，将从挖掘铲部挖出的土豆往机器后方运送，同时由于有抖动轮的作用，使得块茎在输送的过程中实现的块茎于土的分离，而达到了分离的目的。最后块茎从机器的尾部重新落入土地的表面。3 传动比的确定与减速器的选择93 传动比的确定与减速器的选择3.1 传动比的确定该收获机的配套动力为 25-35 马力的拖拉机，其输出轴的转速为 540r/min，通过一级减速器和带传动，设其总的传动比68.2i减速器的传动比。带传动的传动比为了能满足分离器上的线速度为21i34.12i1.3m/s 的要求， 所以出入nni min/5.20168.2540rinn入出sradn/1.21305.20114.330出出所以链轮半径mmmvr62062.01.213.1出3.2 减速器的选择由于其传动比为 2，可以从市场上选择传动比为 2 的减速器，其型号为ZDY,ZDZ100 型圆柱齿轮减速器。 其结构如图 3：宁波大红鹰学院毕业设计（论文）10图 3-1 减速机结构图4 带轮和链轮的设计114 带轮和链轮的设计4.1 带轮的设计选择 V 带的型号根据计算功率 和小带轮转速 ，故选择 A 型带。caP1n（1） 确定带轮基准直径：1）初选主动轮的基准直径 D1 根据所选 V 带型号参考，选取，选。min1DD mmD801（2）验算带的速度 V 100060V11nD 1000602708014.3 sm/1304. 1（3）计算从动轮直径 D2 12iDD 取 D2 为 107mmmm2.1078034.1（3）确定传动的中心距和带长初定中心距，由 公式（820）得： 2202127.0DDaDD即：107802107807.00a即：，3749.1300 a所以可取 mma3500宁波大红鹰学院毕业设计（论文）12根据公式（822）计算基准带长： 0212210422aDDDDaLd35048010710780235022mm01.1068选取带的基准长度，查表得：mmLd1153根据公式（823）计算实际中心距：mmLLaadd4.392202.1068115330020考虑安装调整和补偿初拉力的需要，中心距的变动范围为：mmLaad333015.0min 根据公式（824）mmLaad6.38403.0max（4）验算主动轮的包角根据公式（825）及对包角的要求，应保证：60180121aDDa 6035080107180 120175（5）确定 V 带的根数由公式（826）知5.300KPKKPPZLca取 Z=4 根。式中： 在包角=180 度，特定长度，工作平稳情况下，单根普通带的许用0P功率值；4 带轮和链轮的设计13考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数；K考虑带的长度不同的影响系数，简称长度系数；LK计入传动比的影响时，单根 V 带所能传递的功率的增量；0P查得：=0.45 =0.98 =0.91 =0.0240PKLK0P（6）确定带的初拉力单根 V 带的初拉力由公式（827）确定： 2015.2500qVKVZPFca2413.11.0198.05.24413.18.1500N247（7） 求带传动作用在轴上的压力由公式（828）2210SinZFQ mmzpd127180sinN1974式中： Z为带的根数； 为单根带的初拉力；0F 为主动轮上的包角。1（8） V 带计算结果 宁波大红鹰学院毕业设计（论文）14表 4-1 V 带设计计算列表 Table.1 The list of V types belt design设计计算项目结果说明工作情况系数 kA计算功率 Pca选取 V 带型号小带轮直径 D1大带轮直径 D2验算 V 带的速度 V初定中心距 a0初算 V 带所需的基准长度 Ld选 V 带的基准长度 Ld定 V 带公称长度 Li定中心距 a包角1包角系数 ka1.21.8A80mm107mm1.1304m/s3501068.21153mm1120mm392.4mm1750.98可选比表中大的值参考实际机械结构确定120 ，合适V 带规格：A 型，长 1153mmV 带根数：4 根中心距： 392.4mm(9)材料的选择 带轮常用材料是铸铁，因为带速 v25ms，所以选用 HTl50。(10) 带轮的形式4 带轮和链轮的设计15带轮的结构由带轮直径大小而定，因小带轮基准直径D（2.53）d，所以采用实心式。同样大带轮的基准直径D（2.53）d，所以大带轮也用实心式。（11）带轮尺寸的计算小带轮的轴孔直径，小带轮与减速器相连，故取=40mm。d因为， mmdmmB80265所以 BL 小带轮的宽度： fezB21 1021514 mm65小带轮的直径： fDD21 5.3280 mm87大带轮的轴孔直径，大带轮与链轮主动轴直径一致。设大带轮轴孔直径。mmd45大带轮的宽度：mmB65大带轮的直径：fDD215.32107 mm114小带轮的结构如图 4-1：宁波大红鹰学院毕业设计（论文）16图 4-1 小带轮大带轮的结构如图 4-2： 图 4-2 大带轮4.2 链轮的设计4.2.1 链轮的设计目的设计该链轮的主要目的是为了能够带动分离机构的运动。通过链轮确保得到链的线速度为 V=1.6m/s。为了达到这一目的，设计的链轮传动比应为 1：1，即两链轮的直径应当相等。由前面的计算已经得出链轮的直径 r=62mm。4.2.2 链轮的设计（1）选择链轮的齿数由已知得链轮的传动速度为 1.3m/s，传动比为 1。通过查表所以取2521 ZZ4 带轮和链轮的设计17(2) 初定传动中心距a 根据公式50)p30(0a 初取p400a(3) 确定链长pL2120210)2(22ZZapZZpaLp 04012580 节105(4) 确定链条节距 pplzAKKKpK0p 105.134.15.17.1 kw8.1由表查得；由图按小链轮转速估计，链工作在功率曲线凸峰左侧，可34.1zK能出现链板疲劳破坏。由表查得；选单列链，由表查得05.1lK1pK根据于，由图选用链号为 10A，并且也证实了原估计链工作在额定功率曲0p1n线凸峰左侧是正确的。由表查得链节距 p 为 15.875mm。(5) 验算链速 V1000601ZpnV 600005.201875.152533.1宁波大红鹰学院毕业设计（论文）18与原假设相符。(6) 计算实际中心距 )2(8)2()2(421222121ZZZZLZZLpapp)25105()25105(4875.152 mm2.635)8080(97.3(7) 作用在轴上的压力 Q FQ3.1 圆周力vpF1000 N112833.15.11000 故：NQ4.146611283.1(8) 润滑方式 根据和，选择滴油润滑。vp4.3 链轮材料的选择链轮的材料应当能够满足强度和耐磨性的要求。在低速、轻载、平稳传动中，链轮可采用中碳钢制造；中速、中载时，采用中碳钢淬火处理，其硬度40HRC45HRC;高速、重载、连续工作时的传动，采用低碳钢、低碳合金钢表面渗碳淬火（如用 15、20Cr、12CrNi3 等钢淬硬至 55HRC60HRC）或中碳钢、中碳合金钢表面淬火。本收获机为中速、中载，所以采用中碳钢淬火处理，其硬度应该40HRC45HRC。4.4 链轮机构的尺寸计算该链轮为滚子链轮。4 带轮和链轮的设计19(1)分度圆直径 mmzpd127180sin(2) 齿顶圆直径 mmzpda135)94. 754. 0(875.15)180cot54. 0(3 )齿根圆直径 11716.10127rfddd(4) 最大齿根距离 mmdzdLrx6 .11616.10752.12390cos(5) 齿侧凸缘直径 mmhzpdg8 .11576. 004. 1180cos所以取 mmdg87链轮结构如图 4-3： 宁波大红鹰学院毕业设计（论文）20 图 4-3 链轮5 联轴器的选择及其轴的设计215 联轴器的选择及其轴的设计5.1 联轴器的选择该收获机的设计宽度为 712mm。两侧的机架壁厚度各位 10mm。所以整个机架的内部空间为 692mm。所选的减速器的输出轴的外伸长度为 110mm。为了使机器能够运转，必须将 V 带轮放在整个机架的外面，因为减速器外伸轴长度不够，所以必须选择一个联轴器。通过查减速器的参数表，可知其输出轴的直径为 48mm,所以选择联轴器时其孔径也应当为 48mm。通过查阅手册21-25，可以选择 HL4 型联轴器。其长度为 112mm。5.2 联轴器上轴的设计联轴器上轴的作用是为了将减速器和带轮通过联轴器相连接的。其设计过程如下：（1） 轴 4 部分：此部分轴是装联轴器的。联轴器的长度为 112mm。所以在设计时可以把该部分长度设计为 110mm。（2） 轴 3 部分此部分上装滚动轴承。因为机架内壁到机架中心线的距离为346mm，减速器中线到输出轴端的距离为 214mm，联轴器长 112mm。所以联轴器到机架内壁的长度为 346-214-112=20mm。所选的轴承为角接触球轴承。其宽度为24.75mm。所以设计时该轴段长度为 42mm。（3） 轴 2 部分：该部分装同时有轴承端盖。为了让 V 带轮输出机架为 20mm，所以该段长度可设计为 44mm。（4） 轴 1 部分：该部分上装 V 带轮，V 带轮宽为 65mm，所以设计该段长为63mm。其结构如图 5-1：宁波大红鹰学院毕业设计（论文）22图 5-1 联轴器上的轴6 链轮轴的设计和校核236 链轮轴的设计和校核6.1 链轮轴的设计链轮轴的作用是将大带轮上的动力传送到两个主动链轮上，从而带动分离输送器运动，进而达到分离输送的目的。该轴的设计步骤如下：（1） 轴 2 和轴 4 部分：这两部分都是装链轮的。因为链轮的厚度为 75mm，所以设计该部分轴长度为 70mm。（2） 轴 1 和轴 5 部分：这两部分都是装轴承的，所选轴承为角接触球轴承，其宽度为 24.75mm。设计两轮侧面距机架内壁距离为 20mm，所以设计该部分轴长为50mm。（3） 轴 6 部分：该部分上装轴承端盖，设计其长度为 33mm。（4） 轴 7 部分：该部分上装大带轮，所以其设计长度也为 70mm。（5） 轴 3 部分：该部分通过计算可得其长度为 488mm。其结构如图 6-1：图 6-1 链轮轴6.2 链轮轴的校核先作出轴的受力计算，取集中载荷作用于带轮、链轮和轴承中点。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）24(1)带轮上作用力的大小压轴力 NFP1974 则 NFRPEH9 .15453923071974cos NFRPEV5 .12273922431974sin(2) 链轮上作用力的大小压轴力 NQ4 .1466则 NQRRCHBH4 .11483923074 .1466cos NQRRCVBV9093922434 .1466sin求垂直面上轴承的支反力 NRRRRBVCVEVDV8 .57566560600801 NRAV3 .11565 .12278 .5752909 (3)求水平面上轴承的支反力NRRRRBHCHEHDH8 .300166560600801 NRAH8 .8408 .30019 .154524 .1148截面 D 处垂直面，水平面合成弯矩 mmNMD5221068. 24 .210242166940 7 抖动轮的设计257 抖动轮的设计7.1 抖动轮的作用抖动轮实际上是一个椭圆结构。在轴的转动下运转对环形链带产生上下抖动，最终达到稀松土壤，分离块茎于土壤的目的。7.2 抖动轮的结构 本次设计中抖动轮为一椭圆结构，其长轴为 375mm, 短轴为 305mm, 抖动轮工作时由轴带动, 使之做轨迹运动。7.3 抖动轮运转速度说明 由于抖动轮的作用是对链带上的土壤进行疏松，所以其抖动速度应该与链带运转的速度相匹配。由于链速 v=1.33m/s,经过计算及经验可以得出抖动轮的抖动频率应该为 1.1S/次。图 7-1 抖动轮8 轴承座的设计及说明268 轴承座的设计及说明8.1 轴承座的作用 轴承座是用来支撑轴承的，固定轴承的外圈，仅仅让内圈转动，外圈保持不动，始终与传动的方向保持一致（比如电机运转方向） ，并且保持平衡。8.2 轴承座的设计本次轴承座的设计图 8-2 如下所示： 图 8-2 轴承座8.3 轴承座安装时需要注意的问题 当向轴上安装一对轴承时，设计一种因为温升而引起的线性膨胀和在装配期间造成的安装误差的结构是必要的，因此，在安装的时候要将其中的一套轴承用于支承轴向和径向载荷。固定内圈和外圈于轴上和轴承座中，没有套圈可轴向移动，安装另外6 链轮轴的设计和校核27一套轴承使其可以像支承径向载荷能力的“游动”端进口轴承一样轴向移动。8.4 轴承座的养护问题 轴承座损坏以后可以采取一些简单的措施进行修复，例如;1.表面处理，将需要修复轴承座表面除油污，除掉潮气；2，调制修复材料，定期维护；3，涂抹材料将材料均匀的涂在修复表面；4，等待材料凝固，可以适当的加热材料表面使其迅速固化。 以此可以更大的节省成本，提高效率。8 轴承座的设计及说明289 端盖的设计说明9.1 端盖的作用说明 轴承端盖的主要作用不是支撑，它的主要作用有两个：第一点是轴承外圈的轴向的定位；第二个作用是防尘土，密封作用，其自身起到防尘和密封作用以外，还可以与密封件配合达到密封作用，更好的保护轴承。9.2 端盖的设计本次设计中端盖的材料为 HT200，设计图如图 9-1 所示： 图 9-1 端盖图9.3 轴承端盖的安装说明主轴承的两个轴承端盖应该将滚动轴承的外圈压紧，以保证主轴轴向定位，而另一侧轴承座的两个轴承端盖不能压住轴承外圈，为了保障主轴在温升时轴向伸缩而不被卡死，每一侧至少应该留有2mm 的间隙。端盖和轴承外圈的间距可以利用加减垫片的方法以调整，轴承端盖上的密封圈在安装时切口向上，以免漏油。10 分离输送器的设计2910 分离输送器的设计10.1 分离输送器的机构及工作过程（1） 机构形式的确定杆条式分离输送器是一种分离器，其上以等距平行地配置杆条，由挠性元件相连。机构简单，带面倾斜30时也能工作，因此是一种应用比较广泛的分离工作部件。但是此类分离输送器因工作面种类的不同而不同，而工作面是由许多杆组成连续移动的一个栅，工作面的种类对移动土壤的压碎程度和过筛强度起着决定作用，同时还影响到分离输送器的耐用性。在花生、块根等作物的收获机上，常见的分离输送器有钩杆式、链杆式和带杆式等。其中钩杆式和链杆式的制造工艺比较简单，成本较低，而且其链杆于土壤的接触面积较小，过筛强度最大，分离效果明显。所以，从零件的购买方便，装卸简单等因素考虑，本机器的分离输送器采用链杆式分离输送器来完成分离输送的目的。链杆式分离输送器是由圆杆组成，杆的两端焊接在链条上。形成具有筛选块茎而分离土壤的栅。链杆式分离输送器通过固定在主动轴上和从动轴上的链轮来带动，杆条形成一条环形的链带。(2) 分离输送器的工作过程链杆式分离输送器是一种分离器兼输送器，其工作过程是，当被掘起的土壤、块茎等向上输送时，在输送链的作用下，土壤被疏松，土壤通过杆之间的间隙筛出来，块茎则被输送器输送到机器的尾部，从而将块茎重新放回地表。达到挖掘块茎的目的。作业时，位于前部的挖掘铲进入土层内将块茎整个掘起，掘起的土块在挖掘铲的作用下发生劈裂破碎，然后输送到分离输送器上。分离输送器杆条在向后运动的同时，还受到抖动器的作用而上下抖动，使大部分土壤变松并落回地里。块茎则被输送器运宁波大红鹰学院毕业设计（论文）30送到机器的尾部。 其结构图如图 12 所示：1、主动轮 2、分离输送器 3、抖动轮 4、从动轮图 10-1 分离输送器图10.2 杆条参数的确定在欧洲的许多国家里，杆间距离通常为 25-28mm。而在美国，甚至为 40-48mm。亚洲的日、韩等国为 30-40mm。这个间隙主要于块茎作物的品种和块茎的尺寸由很大关系。在波兰，一个块茎的平均重量大约为 60-80g，而美国可以达到 200g 左右。一般情况下块茎作物的块茎为扁圆、椭圆、圆、长筒等形状，为了研究方便可以统一采用长、宽、厚三个特征尺寸来描述块茎的物理机械特性，其中厚度尺寸是关键的一个尺寸。分离输送器的杆条间隙如图 13，从图中可以看出下面的关系：L = L1 + D式中：L - 杆间隙 L1 -杆条间隙 杆直径；D 要使分离输送器达到筛分土壤，保留块茎的目的，杆条间隙的设计应满足1Lc 的条件，即保证块茎最小特征尺寸大于杆条间隙，从而使块茎不至于在杆条间隙间随土壤一起漏下。根据资料和实际的测量，我国块茎的厚度尺寸大多在 30-80mm 之10 分离输送器的设计31间，因此若取杆间距 L 为 55mm，杆条直径为 10mm，代入式中，可得杆条的间隙为45mm。其结构如图 10-2： 图 10-2 杆条间隙图10.3 分离输送器线速度的确定收获机抖动分离输送器的线速度和抖动器的性能是影响分离率和块茎损伤率的主要因素。而抖动器的抖动和抛起性能，除了受其本身的几何形状影响外，主要取决于其速度。也就是说，线速度是分离输送器设计的主要参数。通过对分离输送器和抖动器的运动学和动力学分析，来阐述分离输送器与抖动器的运动学关系，并分析抖动器的抖动和抛起性能，为分离输送器线速度的确定提供理论依据。在选定输送器的线速度时，必须考虑它的类型、长度、运动特性（加速度）及由这些因素造成的块茎的损伤问题。输送器的寿命、尺寸及机器的重量都与它的速度有关。分离输送器的线速度和作用在其上的加速度越高，它的尺寸就可以越小，但它对块茎的损伤也就会越大，耐用性会降低。输送器的长度关系到块茎分离和整机的尺寸，因此它必须适当。分离输送器在工作时，其线速度应略大于机器的前进速度，以保证掘起物往后传送的正常进行。试验表明：当线速度高于 2m/s，土壤含水量大于等于 20%时，分离能力下降。若机器的前进速度为pV，分离传送器的线速度为rV，则有：宁波大红鹰学院毕业设计（论文）32prVV，的取值一般为 0.82.5机器工作时的速度为 1.2m/s，分离输送器的速度为 1.3/s，所以算出的为 1.08。在 0.8 到 2.5 的范围之内，所以该参数的确定符合要求。11 挖掘铲的设计3311 挖掘铲的设计11.1 挖掘铲的构成挖掘铲由独立铲片、铲片固定板和角度调节机构组成。铲尖角度设计为钝角，这样可以减小铲前的入土深度，从而降低无效挖掘深度的动力消耗。挖掘铲铲尖的形状采用“w”型，前进阻力较小，入土性能比较好。11.2 挖掘铲的设计挖掘铲的铲片是多片铲的变形，铲片与铲片之间留有间隙，这样就带来很多优点。（1）一方面是减少铲尖与土壤的接触面积，达到减少阻力的目的。（2）另一方面是减轻了机器前部的重量。多片铲在工作时发生局部磨损时，更换方便维修成本低。一般块茎在土壤中的最大分布宽度为 400mm，块茎分布的深度一般为在地表以下 120-200mm 之间。为了保证铲刃的自动清理功能，铲刃的倾斜角度可由受力确定，使土壤在铲刃上的滑切力能克服摩擦力，即： Fp)90sin(式中：p为作用于铲刃上的阻力。 np为铲刃上的正压力。 rp为铲刃上的滑切力。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）34 F为铲刃与土壤之间的摩擦力，且tannPF ，为摩擦角。 )90cos( PPn代入得： 90一般土壤对钢的摩擦角为355.26，取30，所以 60。若铲片数量为 5 个，单个铲片宽度为 100mm，长度为 250mm，铲刃倾斜角度 60，铲面倾角为15，铲间间隙为 25mm。其结构如图 11-1： 图 11-1 挖掘铲12 地轮和机架的设计3512 地轮和机架的设计12.1 地轮的设计地轮的作用主要是在机器行走过程中的平衡支撑作用。为了克服收获机收获时挖掘铲前部较大的阻力，设计的地轮应当有较好的通过性，且能够保证在凹凸不平的地表情况下准确控制挖掘深度。地轮材料可以选择铸铁，结构采用腹板式。地轮结构图如图 12-1 所示：图 12-1 地轮12.2 机架部分的设计收获机组的入土性能、挖掘深度稳定性能、机组牵引性能、运输通过性能及对地表的适应性能等主要工作性能都收收获机悬挂装置的影响。本设计采用三点悬挂式机构，由拖拉机后置三点悬挂和收获机悬挂架机构成一个空间机构，它可以看作在纵垂直面和水平面的四个四连杆机构。这两个四连杆机构具有各自的瞬心，挖掘工作时，在各种作用力及相对瞬心的力矩作用下，将产生绕这两个瞬心的转动趋势转动，以保持平衡。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）36其结构如图 12-2： 图 12-2 机架结论37结论通过本次毕业设计，我对产品的设计过程有了一个系统的认识，掌握了基本的设计过程，真正地将所学的理论知识与实践结合起来，提高了独立思考解决问题的能力。由于所掌握的知识的限制和经验的不足，在设计的过程当中，难免有不妥之处。在今后的学习工作中我会继续努力，弥补自己在专业知识上的缺欠。另外，我的导师老师对设计思路比较认同，这使我产生了无穷的动力，在设计过程中，每周要见导师一次，这样可以随时将不懂得问题向老师请教，老师总是耐心的讲解，这让我收益颇丰，很是感动。我在北京实习期间，老师还是不断地督促我不要忘记毕业设计的进度，这让我不断提醒自己，除了每天的实习工作，还要保持进度，因此，在那段时间里，我不仅没有掉队，而且很好地把握住了毕业设计的进度，这在无形中也是得益于老师。在实习时，公司领导就曾经叮嘱我们应届生一定要好好的做毕业设计，因为毕业设计是我们在大学期间最后的
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